哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：轴系部件设计设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V带传动的已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn r1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1. 2 4 960 100 2 180 3年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式....................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 .................. 错误!未定义书签。
4. 轴的结构设计................................................ 错误!未定义书签。
五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW ，转矩 T = 97333.33 N·mm ，转速 n = 480 r/min ，轴上压力Q = 705.23 N ，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm ，其余尺寸齿宽b 1 = 35 mm ，螺旋角β = 0°，圆周力 F t = 2433.33 N ，径向力 F r = 885.66 N ，法向力 F n = 2589.50 N ，载荷变动小，单向转动。
二、选择轴的材料因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。
三、初算轴径d min对于转轴，按扭转强度初算，由参考文献[1]式10.2估算最小直径d ≥√9.55×106P n 0.2[τ]3=C √P n 3 式中：P — 轴传递的功率，kW ；n — 轴的转速，r/min ；[τ] — 许用扭转应力，MPa ；C — 由许用扭转切应力确定的系数。
查参考文献[1]表10.2，得对于45钢，C 取值范围126 ~ 103，取C = 118。
轴输入功率为P =P d η1η2式中：η1 — V 带传动的效率，查参考文献[2]表9.1，V 带传动效率η1= 0.98；η2 — 滚动轴承传动效率，查参考文献[2]表9.1，一对滚动球轴承传动效率η2= 0.98。
故：P =P d η1η2=4×0.98×0.98=3.8416 kW轴转速为：n =n m i 1=9602=480 r/min 并考虑轴上有一个键槽，将轴径加大5%。
于是初算轴径最小值得：d ≥1.05×C √P n 3=1.05×118×√3.84164803=24.78 mm 按照GB/T 2822—2005的R a 10系列圆整，初取d = 25mm 。
四、结构设计1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸为方便轴承部件的装拆，轴承座的机体采用剖分式结构，取轴承座的铸造壁厚为δ = 8mm。
机体上轴承旁连接螺栓直径d2 = 12mm，装拆螺栓所需要的扳手空间C1 = 18mm，C2 = 16mm，故轴承座内壁至座孔外端面距离：L = δ + C1 + C2 + (5~8) mm = 47~50mm取L = 50mm。
由此，设计的轴承部件的结构如图2所示。
然后可按轴上零件的安装顺序，从d min处开始设计。
图2 轴的结构草图（不带尺寸）2. 确定轴的轴向固定方式由于轴跨距不大，且传递功率中等，齿轮减速器效率高、发热小，轴不会太长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定的方式。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式轴上所安装齿轮为直齿轮，不产生轴向载荷，且径向载荷较小、转速不高，故选用深沟球轴承。
轴承内圈直径约为25 mm量级，根据参考文献[1]，其速度因数值：dn=25×960=24000≪(1.5 ~ 2)×105mm∙r/min其速度因数较小，宜选用脂润滑。
密封段轴径约为30mm量级，其轴颈圆周速度为：v=πdn1000×60=π∙30∙9601000×60=1.51 m/s<7 m/s由于轴径圆周速度小，且工作环境有尘，所以采用唇形圈密封。
4. 轴的结构设计(1) 大带轮与轴段1：由于要求，大带轮必须放置在轴端，所以d min即为轴段1的最小直径，d1= 25mm。
大带轮一端通过轴肩固定，另一端通过挡圈和螺栓固定，轴段1处放置大带轮处长度l10 = 50mm，为避免发生干涉，轴段长度比大带轮宽度短1~3mm，故取：l1 = 48mm(2) 密封圈与轴段2、轴段6：本方案采用深沟球轴承，端盖宜采用凸缘式端盖，密封方式采用毛毡圈密封。
由参考文献[1]图10.9中公式，可得到轴段2与轴段1之间的轴肩高为：h1 = (0.07~0.1)d1 = (0.07~0.1)×25 = 1.75～2.5 mm由参考文献[2]表14.4，选择轴径为∅30mm的毛毡圈，故轴段2的直径：d2 = 30 mm同理，轴段6的直径为：d6 = 30 mm(3) 轴承与轴段3及轴段5：由参考文献[1]图10.9中公式，可得到轴段3与轴段2之间的轴肩高为：h2 = (0.07~0.1)d2 = (0.07~0.1)×30 = 2.1～3 mm轴承采用深沟球轴承，考虑轴承可能承受较大径向载荷，选取窄系列、中载系列，由参考文献[2]表12.1，选用轴承型号6307，因此：d3 = d5 = 35 mml3 = l5 = 21 mm(4) 轴段4：轴段4与轴段3和轴段5形成的轴肩对两个轴承其轴向固定作用。
查参考文献[2]表12.1，得6307轴承的安装尺寸为d a = 44 mm。
故轴段4轴径为d4 = 44 mm(5) 小齿轮与轴段7：根据最小轴径，取d7 = 25mm。
与大带轮处相同小齿轮一端通过轴肩固定，另一端通过挡圈和螺栓固定，轴段7处放置小齿轮宽度l70 = 35mm，为避免发生干涉，轴段长度比大带轮宽度短1~3mm，故取：l7 = 33mm(7) 机体与轴段2、4、6的长度：对于二支点在同一轴承座内而支点间无传动件的情况，应首先确定两轴承跨距L，由参考文献[3]，一般取L= (2 ~ 3)d，其中d为轴承所在轴段的直径，即d3和d5。
则跨距取值为L = (2 ~ 3)d3 = (2 ~ 3) × 35 = 70 ~ 105 mmⅰ对于轴段4取轴段4长度为l4= 75 mm。
跨距为轴上直返力作用点间距离，对向心轴承，支反力作用点在轴承宽度中点，则此时跨距为L2 = l4 + l3 = 75 + 21 = 96mmⅱ对于轴段2和轴段6：为避免大带轮或小齿轮断面转动时与不动的轴承端盖相碰，轴承端盖与这两零件端面间应有足够的间距，取该间距为H = 15 mm。
由参考文献[3]查得，轴承盖凸缘厚e = 10 mm。
为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离为∆= 5 mm。
由此计算l2、l6：l2 = l6 = H + e + (L + 4 – l3) = 15 + 10 + (75 + 4 – 21) = 83 mm(8) 各轴段尺寸汇总：轴总长度：l = 48+83+21+75+21+83+33 = 364 mm进而，轴承的支点及力的作用点之间的跨距也随之确定下来。
6307轴承力作用点为轴承宽度中心。
取大带轮、小齿轮的中点作为力作用点，则可得跨距：L1 = 117.5 mm，L2 = 96 mm，L3 = 110 mm(9) 键连接：大带轮和小齿轮与轴的周向连接均采用 A 型普通平键连接，由文献[2]表11.28，轴径为∅25 mm 时，使用键的型号分别为：A8×7×70 GB/T 1096—2003 和A8×7×56 GB/T 1096—2003。
最后在结构草图上添加初定尺寸，如图3：五、轴的受力分析1. 画轴的受力简图2.计算支承反力在水平面内，对轴承2（见图4(a)）列力矩平衡方程，得：R1H=Q(L1+L2)−F r L3L2=705.23×(117.5+96)−885.66×11096=553.58N在水平面内轴径向方向上列受力平衡方程，得：R2H=F r+Q−R1H=885.66+705.23−553.58=1037.31 N在竖直面内，对轴承2列力矩平衡方程，得：R1V=−L3F tL2=−110×2433.3396=−2788.19 N列受力平衡方程，得：R2V=F t−R1V=2433.33+2788.19=5221.52 N负号表示受力方向与图示方向相反。
轴承1所受总支承反力：F1r=√R1H2+R1V2=√553.582+(−2788.19)2=2842.61 N 轴承2所受总支承反力：F2r=√R2H2+R2V2=√1037.312+5221.522=5323.56 N3.画弯矩图在水平面上，M aH1=QL1=705.23×117.5=82864.53 N∙mmM aH2=Q(L1+L2)−R1H L2=705.23×(117.5+96)−553.58×96=97422.93 N∙mm在竖直面上，M aV2=R1V L2=−2788.19×96=−267666.24 N∙mmM aV1=0 N∙mm合成弯矩M a1=√M aH12+M aV12=82864.53 N∙mmM a2=√M aH22+M aV22=√78531.562+(−215734.99)2=284844.60N∙mm故最大弯矩为M a=284844.60 N∙mm4.画扭矩图T=97333.33N∙mm六、校核轴的强度在轴承2的受力点处，既有较大弯矩，又有转矩，而大带轮和小齿轮的受力点处虽然轴径较小且有键槽，但是这两处均只受转矩。